二级圆柱齿轮减速器设计说明书 - - 高斜低直

课

设 计 说 明 书 课程名称： 机械设计

设计题目： 二级齿轮减速器的设计 院 系： 机械工程系 学生姓名： 秦 文 彬 学 号： 200601110037

专业班级： 机械制造设计及其自动化(6)班 指导教师： 朱艳芳

2009年 3 月 1 日

程

课 程 设 计 任 务 书

设计题目 二级直齿圆柱齿轮减速器 机械制造设计极学生姓名 秦文彬 所在院系 机械系 专业、年级、班 其自动化(6)班 设计要求：1. 拟定传动关系：由电动机、减速器、联轴器、工作机构成。 2． 工作条件：双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，使用10年，运输带允许误差5%。 3． 知条件：运输带卷筒转速V=1.95m/s; 输送带拉力 F=2700N; 滚筒直径 D=360mm. 学生应完成的工作： 1. 减速器装配图一张（A1）。 2. 零件工作图两张（A2） 3. 设计说明书一份（6000~8000字）。 参考文献阅读：1．《机械设计》濮良贵 纪名刚 主编，高等教育出版社。 2．《机械设计课程设计指导书》龚:'桂义 主编，高等教育出版社。 3.《机械零件手册》周开勤 主编，高等教育出版社 4．《机械设计课程设计图册》龚:'桂义 主编，高等教育出版社 工作计划：： 1、 第一阶段： 总体计算和传动件参数计算 （2.5天） 2、 第二阶段： 轴与轴系零件的设计（1.5天） 3、 第三阶段： 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制（1.5）天 4、 第四阶段： 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 （4.5） 任务下达日期： 2009年 2 月 16 日 任务完成日期： 2009年 3 月 1 日 指导教师（签名）： 学生（签名）：

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机械设计课程设计说明书

（二级齿轮减速器设计）

摘 要：

齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式.它的主要优点是: ①瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准

确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；②适用的功率和速度范围广；③传动效率高，η=o.92-0.98;④工作可靠、使用寿命长；⑤外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。

国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过

低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。

当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来，由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度加工效率大提高，从推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。

关键词：

二级减速器 齿轮 轴 轴承 键 联轴器 箱体

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目 录

1.设计背景………………………………………………… 2.设计方案………………………………………………… 3.方案实施…………………………………………………

3.1传动装置总体设计方案………………………………………………… 3.2电动机的选择……………………………………………………………… 3.3确定传动装置的总传动比和分配传动比………………………………… 3.4计算传动装置的运动和动力参数………………………………………… 3.5齿轮的设计………………………………………………………………… 3.6传动轴承和传动轴的设计………………………………………………… 3.7滚动轴承的校核计算……………………………………………… 3.8键的设计和计算…………………………………………………………… 3.9箱体结构的设计…………………………………………………………… 3.10润滑密封设计…………………………………………………………… 3.11联轴器设计………………………………………………………………

4.结论与结果.……………………………………………… 5.收获与致谢……………………………………………… 页码 6.参考文献…………………………………………… 页码 7.附件………………………………………………… 4

1设计背景

为了进一步提升学生机械设计的能力，巩固所学专业知识，培养学生设计思想，适应未来工作需要，特此进行了这次课程设计。 2设计方案 方案一：一级减速器 方案二：二级减速器

3方案实施

1.传动装置总体设计方案:

1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。

3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下 123nIII4 工作机η4 zη31z2 zη3z43η2 η2η2I电动机η1IIIII nI7nII65 1:齿轮1（高速轴） 2:齿轮2（中速轴从动轮）3、7:联轴器 4：工作机 5：齿轮（低速轴） 6：齿轮3（中速轴主动轮) 8:电动机图一:(传动装置总体设计图)

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。

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选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。

第一级效率： ?12 ? ?1 ?? 2 ??3 ? 0. 99 ? 0.99 ? 0 .97 ? 0. 951

第二级效率： ?223 ? ? 2? ?3 ?? 4 ?0 .99 2 ? 0.97 ? 0 .99 ? 0. 98 ?0.922传动装置的总效率：?a＝0.951×0.922＝0.876

?1为V带的效率,?1为第一对轴承的效率，

?3为第二对轴承的效率，?4为第三对轴承的效率，

?5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.

因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2700×1.95／0.86＝6.06kW, 滚筒转速为n＝

1000?60v?D=103.5，

经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40， 电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（8～40）×82.76＝828～4136r/min。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比， 选定型号为Y132M—4的三相异步电动机，额定功率为7.5 额定电流7.0A，满载转速nm?1440 r/min，同步转速1500r/min。

方电动机额定电动机转速 电动机参考传动装置的传动比 案 型号 功率 rmin 重量 价格 P元 ed N 同步满载kw 转速 转速 1 Y132M-4 7.5 1500 1440 470 230 13.9

中外型尺寸 底脚安地脚轴伸装键部位尺寸F×GD 心L×装尺寸螺栓尺寸高 （AC/2+AD）A×B 孔直D×E ×HD 径K 132 515× 345× 216 ×38× 315 178 12 80 10 ×8 6

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1） 总传动比

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝n1440/103.5＝13.5

（2） 分配传动装置传动比

ia＝i1×i2

式中i1,i2分别为高速级和低速级的传动比。

根据各原则，查图得高速级传动比为i1＝4.3，则i2＝ia/i1＝3.23

4.计算传动装置的运动和动力参数

（1） 各轴转速 n?＝nm?1440 r/min

nⅡ＝nⅠ/i　1＝1440/4.3＝334.88r/min nⅢ＝ nⅡ/ i2＝334.88/3.23=103.68 r/min

nⅣ=nⅢ=103.68 r/min （2） 各轴输入功率

PⅠ＝pd×?1＝6.06×0.99＝5.99kW

PⅡ＝pⅠ×η2×?3＝5.99×0.98×0.99＝5.82kW PⅢ＝PⅡ×η2×?3＝5.82×0.99×0.98＝5.65kW

PⅣ＝PⅢ×η2×η4=5.65×0.99×0.99＝5.53kW 则各轴的输出功率：

P?Ⅰ＝PⅠ×0.99=5.93 kW P?Ⅱ＝PⅡ×0.99=5.76 kW

P?Ⅲ＝PⅢ×0.99=5.59kW P?Ⅳ＝PⅣ×0.99= 5.47 kW 各轴输入转矩

T1=Td×i0×?1 N·m

/n＝7

电动机轴的输出转矩Td=9550

Pd =9550×6.06/1440=40.20 N·m nm所以: Tm Ⅰ＝Td×i0×?1 =40.20×1×0.99=39.79N·m TⅡ＝TⅠ×i1×?1×?2=39.79×4.3×0.98×0.99=166 N·m TⅢ＝TⅡ×i2×?2×?3=166×3.23×0.98×0.99=520.2N·m TⅣ=TⅢ×?3×?4=520.2×0.99×0.99=509.84 N·

?输出转矩：Tm Ⅰ＝TⅠ×0.99=39.39N·?＝TⅡ×0.99=164.34 N·m TⅡ?＝TⅢ×0.99=515N·m TⅢ?＝TⅣ×0.99=504.74 N·m TⅣ运动和动力参数结果如下表 轴名 功率P KW 输入 电动机 轴 1轴 2轴 3轴 4轴 5.99 5.82 5.65 5.53 5.93 5.76 5.59 5.47 39.79 166 520.2 509.84 39.39 164.34 515 504.74 1440 334.88 103.68 103.68 输出 6.06 转矩T Nm 输入 输出 40.20 转r/min 1440 速

5.齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故高速级大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮,低速度级先用软齿面渐开线直齿轮. （1） 齿轮材料及热处理

8

① 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=24 高速级大齿轮选用45?钢调质，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z2=i×Z1=4.3×24=103.2 取Z2=104.

② 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计

3d1t?2KtT1??u?1ZHZd??u?(E2[?) H]确定各参数的值: ①试选Kt=1.6

查课本图10-30 选取区域系数 ZH=2.44 由课本图10-26 ??1?0.76??2?0.88 则???0.76?0.88?1.64

②由课本P206公式10-13计算应力值环数

N1=60n1jLh =60×1440×1×（2×8×365×10）=5.05×109h N2=N1/i1 =1.17×109h

③查课本10-19图得：K??1=0.90 K??2=0.98 ④齿轮的疲劳强度极限

取失效概率为1%,安全系数S=1,应用P202公式10-12得: [?KHN1?Hlim1H]1=S=0.90×680=612 MPa [?KHN2?Hlim2H]2=

S=0.98×560=548.8 MPa 许用接触应力

[?H]?([?H]1?[?H]2)/2?(612?548.8)/2?580.4MPa ⑤查课本由表10-6得：ZE =189.8MPa 由表10-7得: ?d=1

9

T=95.5×105×P/n511=95.5×10×5.99/1440

=3.97×104N.m

3.设计计算

①小齿轮的分度圆直径d1t

3dKtT1u?11t?2?u?(ZHZE2d???[?) H]3=

2?1.6?3.97?1041?1.64?5.34.3?(2.44?189.8580.4)2?42.2mm

②计算圆周速度?

???d1tn13.14?42.2?144060?1000　?60?1000?3.09m/s ③计算齿宽b和模数mnt 计算齿宽b

b=?d?d1t=42.2mm 计算摸数mn 初选螺旋角?=14?

md1tcos?42.2?nt=

Z?cos14?1.7mm 124④计算齿宽与高之比bh

齿高h=2.25 mnt=2.25×1.7=3.825mm

bh =42.23.83 =11.02 ⑤计算纵向重合度

??=0.318?d?1tan??0.318?1?24?tan14?=1.903

⑥计算载荷系数K 使用系数KA=1

根据v?3.09m/s,7级精度, 查课本由图10-8得 动载系数KV=1.07,

查课本由表10-4得KH?的计算公式:

KH?=1.12?0.18(1?0.6?22d) ??d+0.23×10?3×b

10

=1.12+0.18(1+0.6?1) ×1+0.23×10?3×49.53=1.42 查课本由图10-13得: KF?=1.35 查课本由表10-3 得: KH?=KF?=1.2 故载荷系数:

K＝K K KH? KH? =1×1.07×1.2×1.42=1.82 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d33K/K1=d1tt=42.2×

1.821.6=44.05mm ⑧计算模数mn

m1cos?44n=

dZ?.05?cos14?1.78mm 1244. 齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式

3m2KT1Y?cos2?YF?YS?n≥?2() dZ1?a[?F]

⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩＝39.7kN·m

确定齿数z

因为是软齿面，故取z＝24，z＝i z＝4.3×24＝103.2 传动比误差 i＝u＝z/ z＝104/24＝4.33 Δi＝0.069％5％，允许 ② 计算当量齿数 z＝z/cos＝24/ cos314?＝26.27 z＝z/cos

＝78/ cos314?＝85.43

③ 初选齿宽系数

按非对称布置，由表查得＝1

④ 初选螺旋角

11

初定螺旋角 ＝14

⑤ 载荷系数K K＝K K K

K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73

⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 查课本由表10-5得: 齿形系数Y

＝2.592 Y

＝2.211

应力校正系数Y＝1.596 Y

＝1.774

⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为

＝[1.88-3.2×（

11Z?Z）]cos? 12＝[1.88－3.2×（1/24＋1/104）]×cos14?＝1.663

＝arctg（tg

/cos

）＝arctg（tg20/cos14?）＝20.64690 ＝14.07609

因为

＝

/cos

，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos

/

＝0.673

⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度 ＝42.2?sin14o??1.78＝1.826,

Y＝1－

＝0.79

⑨ 计算大小齿轮的

YF?FS?[?

F] 安全系数由表查得S＝1.25

工作寿命两班制，10年，每年工作360天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×1440×1×8×360×2×8＝4.0×109大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝4.0×109/4.3＝0.9302×109 查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮?FF1?620MPa 大齿轮?FF2?480MPa 查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数: KFN1=0.86 KFN2=0.93

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取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 [?F]1=[?F]2=

KFN1?FF10.86?620??380.8 S1.4KFN2?FF20.93?480??318.8 S1.4YF?1FS?1[?F]1YF?2FS?2[?F]2?2.592?1.596?0.01088

380.82.211?1.774?0.01228

318.8?大齿轮的数值大.选用.

⑵ 设计计算 ①计算模数

3mn?2?1.73?3.97?104?0.78?cos214?0.01228mm?1.25mm

1?242?1.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=42.2mm来计算应有的齿数.于是由:

42.2?cos14?z1==20.47 取z1=22

mn那么z2=4.3×22=94.6 ② 几何尺寸计算 计算中心距 a=

(z1?z2)mn(22?94)2==119.58mm 2?cos14?2cos?将中心距圆整为120mm 按圆整后的中心距修正螺旋角

?=arccos

(?1??2)mn(22?94)?2?arccos?14.05?

2a2?119.58因?值改变不多,故参数??,k?,Zh等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径

13

d1=d2=

z1mn22?2=45.36mm ?cos?cos14.01z2mn94?2=193.81mm ?cos?cos14.01计算齿轮宽度

B=?d1?1?45.36mm?45.36mm 圆整的 B2?45 B1?50 （二） 低速级齿轮传动的设计计算

⑴ 材料：低速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=20 速级大齿轮选用45?钢调质，齿面硬度为大齿轮 240HBS z2=3.23×20=64.6 圆整取z2=65. ⑵ 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 ⑶ 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 ①试选Kt=1.3

②查课本由图10-30选取区域系数ZH=2.45 ③应力循环次数

N1=60×n2×j×Ln=60×334.88×1×(2×8×365×10)=1.19×109

N111.9?108??3.62×108 N2=i3.23由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.95 KHN2= 1.1 查课本由图10-21d

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?680MPa, 大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?560MPa 取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力 [?H]1=

KHN1?Hlim10.95?680?646MPa =

1S 14

[?H]2=

KHN2?Hlim2=1.1×560/1=616MPa S查课本由P198表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 选取齿宽系数?d?1

T=95.5×105×P2/n2=95.5×105×5.82/334.88 =1.66×105N.m

3d1t?2.32KtT1ZE231.3?16.6?1044.23189.82u?1??()???()

?du[?H]13.23616=69.22mm 2. 计算圆周速度 ???d1tn2??69.22?334.8860?1000　?60?1000?1.21m/s

3. 计算齿宽

b=?dd1t=1×69.22=69.22mm 4. 计算齿宽与齿高之比bh

模数 md1tnt=

Z?69.22?3.46mm 120 齿高 h=2.25×mnt=2.25×3.46=7.785mm

bh =69.22/7.785=8.89

5. 计算载荷系数K 由表10-4得KH?=1.408 使用系数KA=1

同高速齿轮的设计,查表选取各数值

Kv=1.08 KF?=1.32 KH?=KF?=1 故载荷系数

K＝KAKvKH?KH?=1×1.08×1×1.408=1.52 6. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d33KK1=d1tt=69.22×

1.521.3?72.9mm 15

(从动轴)

(中间轴)

(主动轴) 从动轴的载荷分析图:

21

6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度

进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭的截面的强度.根据15-5级上表中的数据,以有轴单向旋转,妞转切应力为脉动循环变应力,取α=0.6,轴的计算应力

22

?ca=

M1?(?T3)2W22596824?(0.6?520200)2=?34.2MPa

0.1?58?58前已选轴材料为45钢，调质处理。 查表15-1得[??1]=60MPa

?ca〈 [??1] 此轴合理安全

7. 精确校核轴的疲劳强度. ⑴. 判断危险截面

截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A

Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来

看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面Ⅶ左右两侧需验证即可. ⑵. 截面Ⅶ右侧。

抗弯系数 W=0.1d3=0.1?553=16637.5 抗扭系数 wT=0.2d3=0.2?553=33275 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 M?M1?63.5?25?361853.9N?mm

63.5截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3=520.2N?m 截面上的弯曲应力

?b?M361853.9??21.75MPa W16637.5截面上的扭转应力 ?T=

T3520200?15.6MPa =

WT33275轴的材料为45钢。调质处理。 由课本P355表15-1查得：

?B?640MPa ??1?275MPa T?1?155MPa

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因

rd? 2.055?0.036 D58d?50?1.16 经插入后得

???2.0 ?T=1.31

轴性系数为

q??0.82 q?=0.85

?K?=1+q?(???1)=1.82 K?=1+q?（?T-1）=1.26

所以???0.67 ???0.82

??????0.92

综合系数为： K?=2.8 K?=1.62

碳钢的特性系数 ???0.1～0.2 取0.1

???0.05～0.1 取0.05

安全系数Sca S??1?=K??25.13

?a??a?mS??1?=

k?13.71

??a??t?mSS?S?ca=

S2??S2?10.5≥S=1.5 所以它是安全的?截面Ⅳ左侧

抗弯系数 W=0.1d3=0.1?583=19511.2 抗扭系数 wT=0.2d3=0.2?583=39022.4 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=361853.9 截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3=520.2 截面上的弯曲应力 ?Mb?W?361853.919511.2?18.54 截面上的扭转应力

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?T3W=520200T=?13.3 KK1?=?T39022.4???1?2.8

???KK??=

??1?1?1.62

???所以???0.67 ???0.82 ??????0.92 综合系数为： K?=2.8 K?=1.62 碳钢的特性系数

???0.1～0.2 取0.1 ???0.05～0.1 取0.05

安全系数Sca S?1?=?K?25.13

??a??a?mS??1?k??13.71

??a?t?mSS?S?ca

S2?10.5≥S=1.5 所以它是安全的

??S2?7、滚动轴承校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×10=58400小时 1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=1440r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N 选两轴承为深沟球轴承6305型 根据课本得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系数x、y

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FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本得e=0.68

FA1/FR1

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=750.3N ∵深沟球轴承ε=10/3

根据手册得6306型的Cr=22200N LH=16670/n(ftCr/P)ε

=16670/1440×(1×22200/750.3)3.3 =828442h>58400h ∴预期寿命足够 2、计算中间轴轴承

（1）已知nⅡ=334.88r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N 选两轴承为深沟球轴承6306型 根据课本得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系数x、y

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FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本得e=0.68

FA1/FR1

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=750.3N ∵深沟球轴承ε=10/3

根据手册得6306型的Cr=27000N LH=16670/n(ftCr/P)ε

=16670/334.69×(1×27000/750.3)3.3 =828442h>58400h ∴预期寿命足够 3、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 试选6311型深沟球轴承 根据课本得FS=0.63FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N

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(3)求系数x、y

FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根据课本P263表（11-8）得：e=0.68 ∵FA1/FR1

∵FA2/FR2

(4)计算当量动载荷P1、P2 根据表（11-9）取fP=1.5 根据式（11-6）得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)计算轴承寿命LH

∵P1=P2 故P=1355 ε=3 根据手册 6311型轴承Cr=71500N 根据课本得：ft=1

根据课本得Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/103.68×(1×71500 /1355)3.3 =776338h>48720h ∴此轴承合格

8.键的设计和计算

①选择键联接的类型和尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据 d2=40 d3=58

查表6-1取键的主要尺寸 b2=12 h2=8 L2=36 b3=18 h3=11 L3=63

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②校和键联接的强度

查表6-2得 [?p]=110MPa 工作长度 l2?L2?b2?36-12=24

l3?L3?b3?63-18=45 ③键与轮毂键槽的接触高度 K2=0.5×h2=4 K3=0.5×h3=5.5 由式（6-1）得： ?p2 ?p32T2?1032?166?1000?86.45 ＜[?p] ??4?24?40K2l2d22T3?1032?520.2?1000?72.45 ＜[?p] ??5.5?45?58K3l3d3两者都合适

取键标记为： 键2：12×8×36 A GB/T1096-1979

键3：18×11×63 A GB/T1096-1979

9.箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用

H7配合. is61. 机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3? 3. 机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 4. 对附件设计

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A 视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 B 油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. D 通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 盖螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. G 吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 减速器机体结构尺寸如下： 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 符号 计算公式 结果 8 8 12 ? ?1 b1 ??0.025a?3?8 ?1?0.02a?3?8 b1?1.5?1 30

箱座凸缘厚度 b b?1.5? 12 箱座底凸缘厚度 b2 b2?2.5? 20 地脚螺钉直径 df df?0.036a?12 20 地脚螺钉数目 n 查手册 4 轴承旁联接螺栓d1 d1?0.72df M16 直径 机盖与机座联接d2 d2=（0.5~0.6）df M12 螺栓直径 轴承端盖螺钉直d3 d3=（0.4~0.5）df 10 径 视孔盖螺钉直径 d4 d4=（0.3~0.4）df 8 定位销直径 d d=（0.7~0.8）d2 8 df，d1，d2至外C1 查机械课程设计指导26 机壁距离 书表4 22 18 df，d2至凸缘边C2 查机械课程设计指导24 缘距离 书表4 16 外机壁至轴承座l1 l1=C1+C2+（8~12） 52 端面距离 大齿轮顶圆与内?1 ?1>1.2? 12 机壁距离 齿轮端面与内机?2 ?2>? 10 壁距离 机盖，机座肋厚 m1,m m1?0.85?1,m?0.85? m1?7 m?7 轴承端盖外径 D2 D2?D+（5~5.5）d3 75（1轴）90（2轴） 100（3轴） 31

轴承端盖凸缘厚t 度 10. 润滑密封设计

(1～1.2) d3 10 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于

(1.5~2)?105mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. 油的深度为H+h1 H=30 h1=34 所以H+h1=30+34=64

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太

大，国家规定150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 11.联轴器设计 1.类型选择.

为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 2.载荷计算. 公称转矩：T=9550

p2.64?9550?333.5 n75.6查课本P343表14?1,选取Ka?1.5

所以转矩 Tca?KaT3?1.5?311.35?467.0275N?m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》22?112

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm

4. 结果与结论

5. 收获与致谢

机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过两周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

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设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础通过这次的实践，自己不仅巩固了所学的知识，而且在设计过程中，学会了如何快速正确地画图、查手册等等，为以后的学习工作提供了很好的经验。感谢校方各位指导老师的精心指导。

6. 参考文献

[1]金清肃，机械设计课程设计（第一版）[M].武汉：华中科技大学出版社，2007.10 [2]濮良贵，纪名刚.机械设计(第八版)[M].北京：高等教育出版社，2006.5 [3]吴宗泽，机械设计使用手册（第二版）.北京：化学工业出版社，2003.10 [4]吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册(第三版).北京:高等教育出版社,2006.5

7. 附件

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/da8g.html